WO2016157364A1 - タービン過給機、および２段過給システム - Google Patents

タービン過給機、および２段過給システム Download PDF

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valve
valve body
pressure stage
exhaust gas
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秉一 安
鈴木　浩
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三菱重工業株式会社
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Definitions

  • the present disclosure relates to a two-stage turbocharger system comprising a turbine turbocharger and two turbine turbochargers, a high pressure turbocharger and a low pressure turbocharger.
  • a high-pressure stage turbocharger having a high-pressure stage turbine configured to be driven by exhaust gas discharged from an exhaust manifold, and a high-pressure stage turbocharger disposed downstream of the exhaust system with respect to the high-pressure stage turbocharger.
  • a two-stage supercharger system which comprises a low-pressure stage turbocharger having a low-pressure stage turbine configured to be driven by exhaust gas discharged from an aircraft, and in particular, diesel engines etc. It is adopted in the
  • the low-pressure stage turbocharger is driven and the flow rate of the exhaust gas supplied to the high-pressure stage turbocharger is controlled.
  • a variable two-stage supercharging that controls the drive of the high-pressure stage turbocharger is performed.
  • the pressure is supplied to the high pressure supercharger by adjusting the opening degree of the high pressure side turbine bypass valve (exhaust flow control valve) disposed between the exhaust manifold and the high pressure supercharger.
  • the flow rate of the exhaust gas to be produced is changed according to the target output of the engine.
  • the low pressure side turbine bypass valve (waste gate valve) disposed between the high pressure stage turbocharger and the low pressure stage turbocharger. By adjusting the degree of opening, control is performed to reduce the flow rate of the exhaust gas supplied to the low-pressure stage turbocharger.
  • Patent Document 2 a butterfly valve type exhaust flow control valve is used as a high pressure stage turbine bypass valve that controls the flow rate of exhaust gas supplied to a high pressure stage turbocharger.
  • the high-pressure stage turbine bypass valve (code 44) mentioned above branches from the introduction passage (code 42) for supplying the exhaust gas from the exhaust manifold to the high-pressure stage turbocharger (code 7), It is provided in a first bypass passage (code 43) connected to the turbine housing (code 32) of the low pressure supercharger (code 8). Further, an inter-turbine passage (reference numeral 41) connecting the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger is disposed in parallel in the first bypass passage.
  • the high-pressure stage turbine bypass valve described above is integral with an intermediate member (reference numeral 53) having two openings, an opening forming a part of the first bypass passage and an opening forming a part of the inter-turbine passage. Provided in The intermediate member is fixed by being held between the first unit portion (reference numeral 51) and the second unit portion (reference numeral 52).
  • Patent Document 2 when incorporating an exhaust flow control valve such as a high-pressure stage turbine bypass valve into a two-stage supercharging system, there are many layout restrictions and it is difficult to make the entire system compact .
  • At least one embodiment of the present invention is made in view of the problems of the prior art as described above, and the object of the present invention is to provide a compact turbine supercharger employing a butterfly valve type exhaust flow control valve. Aircraft, and to provide a two-stage supercharging system.
  • a turbine turbocharger With the turbine, A turbine housing for housing the turbine; And a turbine bypass valve for controlling the flow rate of exhaust gas supplied to the turbine.
  • a scroll passage for guiding the exhaust gas to the turbine; An outlet flow path for discharging the exhaust gas supplied to the turbine to the outside of the turbine housing; A bypass flow path is formed, which bypasses the turbine and connects the scroll flow path and the outlet flow path;
  • the turbine bypass valve is With a rod, A flat plate-like valve body that rotates about the valve rod; A tubular valve housing defining a part of the bypass flow passage therein, In a valve closed state in which the opening degree of the valve body is 0 degree, a valve seat seat surface extending along a direction intersecting the axial direction of the bypass flow path with which the outer peripheral portion of the valve body abuts; The valve body extends in the axial direction of the bypass flow path, which defines a passage area through which the exhaust gas passes between the valve body and the outer periphery
  • the turbine bypass valve abuts on the valve rod, a flat plate-like valve body rotating about the valve rod, and an outer peripheral portion of the valve body in a closed state.
  • a valve seat surface extending in a direction intersecting with the axial direction of the exhaust flow passage, and an exhaust flow passage that defines a passage area through which exhaust gas passes between the valve seat and an outer peripheral portion of the valve body in an open state.
  • It is configured as a so-called butterfly valve type turbine bypass valve (exhaust gas flow control valve) including a valve housing having an inner peripheral surface and a flow passage surface extending along the axial direction. Therefore, as compared with the conventional flap valve type turbine bypass valve, since the valve body can be opened and closed with a small output, the actuator can be miniaturized.
  • a bypass flow passage bypassing the turbine is formed inside the turbine housing, and a turbine bypass valve is disposed inside the turbine housing. For this reason, compared with the case where a bypass flow path is formed in the exterior of a turbine housing, and a turbine bypass valve is arranged in the exterior of a turbine housing, a turbine supercharger can be constituted compactly.
  • the valve housing has a cylindrical seating in which a valve seat surface and a flow passage surface are integrally formed on an inner circumferential surface. Including the department. And the said seating part is fixed to the inner peripheral wall surface of a bypass flow path inside a turbine housing.
  • the valve housing includes a cylindrical seating portion in which the valve seat surface and the flow passage surface are integrally formed on the inner peripheral surface. Therefore, as compared with the case where the valve housing and the valve seat surface and the flow passage surface are separately formed, the assembling property is excellent.
  • the inner circumferential wall surface of the bypass flow passage extends from the flat surface and the upstream end of the flat surface inward A step is formed. And in the state where the above-mentioned seating part was fixed to the inner peripheral wall surface of a bypass channel, it is constituted so that one end face of a seating part and a step may contact.
  • the seating portion when the seating portion is inserted into the inside of the turbine housing from the open end of the outlet flange portion of the turbine housing, in the step portion formed on the inner circumferential wall surface of the bypass flow passage
  • the seating portion may be inserted until it abuts, positioning of the seating portion is easy, and the mounting performance of the seating portion is excellent.
  • the inner circumferential wall surface of the bypass flow passage is positioned upstream of the step portion from the upstream side to the downstream side.
  • a widening portion is formed which widens the internal cross section toward the end.
  • a widening portion which widens the internal cross section from the upstream side to the downstream side is formed at a position upstream of the step portion in the inner peripheral wall surface of the bypass flow passage.
  • the two-stage supercharging system With the engine, An exhaust manifold into which exhaust gas exhausted from the engine is introduced; An exhaust system through which the exhaust gas discharged from the exhaust manifold flows; A high pressure stage turbocharger having a high pressure stage turbine configured to be driven by the exhaust gas exhausted from the exhaust manifold; A low-pressure stage turbocharger having a low-pressure stage turbine disposed downstream of the exhaust system with respect to the high-pressure stage turbocharger and configured to be driven by the exhaust gas discharged from the high-pressure stage turbocharger; A two-stage supercharging system comprising The high-pressure stage supercharger comprises the turbine supercharger according to any one of (1) to (4) above.
  • the high pressure side bypass flow passage bypassing the high pressure stage turbine is formed inside the high pressure stage turbine housing, and the high pressure stage turbine bypass valve is formed inside the high pressure stage turbine housing Will be placed. Therefore, the entire two-stage supercharging system can be made compact as compared with the case where the high pressure side bypass flow passage and the high pressure stage turbine bypass valve are disposed outside the high pressure stage turbine housing.
  • the high pressure stage turbine bypass valve is disposed inside the high pressure side bypass flow passage. Therefore, the high pressure turbine bypass valve is disposed downstream as compared to the conventional case where the high pressure turbine bypass valve is disposed between the exhaust manifold and the high pressure turbine housing. The temperature of the exhaust gas passing through the valve decreases. Therefore, compared with the conventional case, it is less susceptible to thermal deformation, and the reliability of the high-pressure stage turbine bypass valve is improved. Moreover, compared with the conventional case, the material which comprises a high-pressure-stage turbine bypass valve can be made into a low-cost material with low heat resistance.
  • the low-pressure stage turbocharger is the turbine turbocharger according to any one of the above (1) to (4) It consists of
  • both the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger are turbochargers in which the turbine bypass valve is disposed inside the turbine housing as described above. It consists of Therefore, the high pressure side bypass flow passage and the low pressure side bypass flow passage are respectively formed outside the high pressure stage turbine housing and the low pressure stage turbine housing, and each of the high pressure stage turbine bypass valve and the low pressure stage turbine bypass valve is a high pressure stage turbine housing.
  • the entire two-stage supercharging system can be made compact as compared with the case where it is disposed outside the low pressure stage turbine housing.
  • a compact two-stage supercharging system in which a butterfly valve type exhaust flow control valve is adopted as a waste gate valve.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of an exhaust gas flow control valve according to an embodiment of the present invention as viewed in a direction orthogonal to an axis.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of an exhaust gas flow control valve according to an embodiment of the present invention as viewed in a direction orthogonal to an axis.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of an exhaust gas flow control valve according to an embodiment of the present invention as viewed in a direction orthogonal to an axis.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of an exhaust gas flow control valve according to an embodiment of the present invention as viewed in a direction orthogonal to an axis.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of an exhaust gas flow control valve according to a comparative embodiment as viewed in a direction orthogonal to the axial direction. It is the graph which showed horizontal distance on the horizontal axis and passage distance on the vertical axis. It is the figure which expanded and showed the outer peripheral part of the valve body in embodiment and a comparison form. It is the figure which expanded and showed the outer peripheral part of the valve body in some embodiment.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a two-stage supercharging system according to an embodiment of the present invention. It is a figure showing the relation between engine number of rotations and engine torque in a two-stage supercharging system concerning one embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view at the aa position of FIG. 12;
  • FIG. 15 is a cross-sectional view at the bb position in FIG. 14;
  • It is a sectional view expanding and showing the turbine bypass valve arranged inside the turbine housing.
  • expressions that indicate that things such as “identical”, “equal” and “homogeneous” are equal states not only represent strictly equal states, but also have tolerances or differences with which the same function can be obtained. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as quadrilateral shapes and cylindrical shapes not only represent shapes such as rectangular shapes and cylindrical shapes in a geometrically strict sense, but also uneven portions and chamfers within the range where the same effect can be obtained. The shape including a part etc. shall also be expressed.
  • the expressions “comprising”, “having”, “having”, “including” or “having” one component are not exclusive expressions excluding the presence of other components.
  • symbol may be attached
  • FIG. 1 is a perspective view of an exhaust flow control valve according to an embodiment of the present invention.
  • FIGS. 2 to 5 are cross-sectional views of the exhaust gas flow control valve according to the embodiment of the present invention, as viewed in a direction orthogonal to the axis (direction orthogonal to the central axis of the valve rod).
  • the exhaust gas flow control valve 1 according to one embodiment of the present invention is an exhaust gas flow control valve for controlling the flow rate of exhaust gas flowing through the exhaust flow path, and as shown in FIG.
  • a body 3 and a valve housing 4 are provided.
  • the valve rod 2 is configured to rotate about its central axis CL1 by the output of an actuator (not shown).
  • the valve body 3 is a flat plate-like member, is fixed to the valve rod 2, and is configured to rotate around the valve rod 2.
  • the valve housing 4 is a cylindrical member which defines a part of the exhaust flow passage in its inside, and a valve seat surface 41 and a flow passage surface 42 are formed on the inner peripheral surface thereof.
  • the valve seat surface 41 has the valve body 3 in the valve closed state where the opening degree of the valve body 3 is 0 degree (the state indicated by the symbol A in FIGS. 2 to 5).
  • the outer peripheral portion 31 of the first groove 31 abuts, and extends along a direction intersecting the axial direction of the exhaust flow passage (the direction indicated by the arrow AD in FIGS. 2 to 5).
  • the flow path surface 42 has the valve body 3 in an open state (for example, a state indicated by reference symbol B in FIGS. 2 to 5) in which the opening degree of the valve body 3 is larger than 0 degree.
  • the outer peripheral portion 31 and the passage region R through which the exhaust gas passes and extends along the axial direction AD of the exhaust passage.
  • valve seat surface 41 extends in the direction orthogonal to the axial direction AD of the exhaust flow passage, but the extending direction of the valve seat surface 41 is not limited thereto.
  • a range of at least 30 degrees to 90 degrees (orthogonal) between the axial direction AD of the exhaust flow passage and the extending direction of the valve seat surface 41 is included in the scope of the present invention.
  • the flow passage surface 42 extends in a direction parallel to the axial direction AD of the exhaust flow passage, but the extending direction of the flow passage surface 42 is not limited to this. At least an angle between the axial direction AD of the exhaust flow passage and the extending direction of the flow passage surface 42 is in the range of 0 degree (parallel) to 45 degrees within the scope of the present invention.
  • the exhaust gas flow control valve 1 is, as shown in FIGS. 2 to 5, a predetermined flow passage surface 42 closest to the valve body 3 when the valve body 3 is in the fully closed state.
  • the horizontal distance from the position 42a to the end 42b of the flow passage surface 42 is L, and the shortest distance between the valve 3 and the flow passage surface 42 when the valve 3 is fully closed is H1, the valve 3 is a valve
  • the end of the valve body 3 and the flow path 42 in a predetermined valve opening state (state shown by reference symbol B in FIGS. 2 to 5) in which the separation distance between the body 3 and the end of the flow path 42 is shortest.
  • the shortest distance to the part 42b is H2, it is comprised so that following formula (1) and (2) may be satisfy
  • the exhaust flow control valve 1 includes the valve rod 2, the flat plate-like valve body 3 rotating about the valve rod 2, and the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 in the closed state.
  • a valve seat surface 41 extending along a direction intersecting with the axial direction AD of the exhaust flow passage, and a passage region R through which exhaust gas passes between the valve seat 3 and the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 in the open state.
  • a so-called butterfly valve type exhaust flow control valve including: a flow path surface 42 extending along an axial direction AD of the exhaust flow path, and a valve housing 4 formed on the inner circumferential surface . Therefore, compared with the conventional flap valve type exhaust flow control valve, the valve body 3 can be opened and closed with a small output, so that the actuator can be miniaturized.
  • the passage region R through which the exhaust gas passes from the fully closed state to the above-described predetermined valve open state is achieved. Is configured to increase slowly. Therefore, the flow rate of the exhaust gas can be finely controlled in the range from 0 degree of opening of the valve body 3 to ⁇ degree which is the opening degree of the valve body 3 in the above-described predetermined valve opening state. This point will be described in detail with reference to FIGS. 6 and 7.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the exhaust gas flow control valve according to the comparative embodiment as viewed in a direction orthogonal to the axis.
  • the shortest distance between the valve body 3 'and the flow path surface 42' when the valve body 3 'in the exhaust flow rate control valve 1' of the comparative embodiment is in the fully closed state is H1 '.
  • the flow rate of the exhaust gas passing through the passage region R does not rapidly increase while the opening degree of the valve 3 reaches 0 degrees to ⁇ degrees.
  • the shortest distance H1 is set as small as possible.
  • the shortest flow rate of exhaust gas passes through the passage region R 'as soon as the valve body 3' shifts from the fully closed state to the open state.
  • the distance H1 ' is set large.
  • FIG. 7 is a graph in which the horizontal axis represents the horizontal distance, and the vertical axis represents the passage distance (the shortest distance between the outer peripheral portion of the valve body and the flow path surface).
  • a solid line graph g in the drawing shows the relationship between the horizontal distance L and the passing distance H in the embodiment of the present invention.
  • a dotted line graph g ′ in the drawing shows the relationship between the horizontal distance L ′ and the passing distance H ′ in the comparative embodiment.
  • the average value H2 / L of the slopes of the graph g is also small as compared with the comparative embodiment.
  • the average value H2' / L 'of the slopes of the graph g' is also large compared to the embodiment of the present invention.
  • one side of the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 rotates toward the downstream side of the exhaust flow passage when the above-described valve body 3 shifts from the valve closing state to the valve opening state.
  • the shortest distance H1 Ha1 between the valve body 3 (3A) on one side and the flow path surface 42
  • Hb1 Hb1 between the valve body 3 (3B) on the other side and the flow path surface 42
  • the present invention is not limited to this, and if one side and the other side are configured to satisfy the relationship of the above formulas (1) and (2), the shortest distance Ha1 on one side and the other side
  • the shortest distance Hb1 may be different.
  • the horizontal distance L (La) of the flow passage surface 42 on one side and the horizontal distance L (Lb) of the flow passage surface 42 on the other side are equal.
  • the present invention is not limited to this, and the horizontal distance La on one side and the horizontal distance Lb on the other side can be obtained as long as one side and the other side are configured to satisfy the above equation (2). May be different.
  • the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 is in contact with the valve seat surface 41 more than the center line CL2 in the thickness direction of the valve body 3.
  • a recess 312 is formed on the side of the sheet surface 311 in contact. Then, assuming that the shortest distance H1 is that the recessed portion 312 is not formed in the outer peripheral portion 31 of the valve body 3, when the valve body 3 rotates, the corner portion of the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 It is a distance that comes in contact with the
  • FIG. 8 is an enlarged view of the outer peripheral portion of the valve in the embodiment and the comparative embodiment.
  • (A) of FIG. 8 shows the outer peripheral portion of the valve according to an embodiment of the present invention
  • (b) of FIG. 8 shows the outer peripheral portion of the valve according to the comparative embodiment.
  • FIG. 8 shows the outer peripheral portion of the valve according to the comparative embodiment.
  • the “recessed portion” is a virtual that passes through the seat surface 311 of the valve body 3 in the fully closed state in a cross sectional view in the direction orthogonal to the central axis CL1 of the valve rod 2 It is defined by a line Ia and an imaginary line Ib which passes through the tip 31a of the valve body 3 separated by the shortest distance H1 from the flow path surface 42 in the fully closed state and extends in a direction orthogonal to the imaginary line Ia. It refers to the part in the recessed position with respect to the virtual shape.
  • the shortest distance H1 described above can be reduced close to the design limit.
  • the shortest distance H1 can be set as a distance obtained by adding a manufacturing tolerance to the amount of thermal expansion of the valve 3 (the amount of expansion of the valve 3 in the radial direction by the high temperature exhaust gas).
  • the flow rate of the exhaust gas can be finely controlled between the opening degree of the valve body 3 from 0 degree to the above-mentioned ⁇ degree.
  • the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 is in contact with the valve seat surface 41 more than the center line CL2 in the thickness direction of the valve body 3.
  • a recess 312 is formed on the side of the sheet surface 311 in contact. Then, when the depth of the concave portion 312 is d, the relationship of H1 ⁇ d is established.
  • the depth of the recess refers to the shortest distance from the intersection of the virtual line Ia and the virtual line Ib described above to the outer peripheral portion 31 of the valve 3 as shown in FIG.
  • the shortest distance H1 described above can be reduced close to the design limit.
  • the flow rate of the exhaust gas can be finely controlled between the opening degree of the valve body 3 from 0 degree to the above-mentioned ⁇ degree.
  • the depth d 'of the recessed portion 312' is configured to satisfy the relationship of H1 '> d' as in the comparative embodiment shown in FIG. 8B, the shortest distance H1 'is large. As a result, the flow rate of the exhaust gas can not be finely controlled.
  • FIG. 9 is an enlarged view of the outer peripheral portion of the valve according to some embodiments.
  • FIG. 9 as shown in FIG. 2, FIG. 3, FIG. 5, and (a) and (b) in FIG. .
  • the pressure loss of the exhaust gas can be reduced.
  • the above-described recess 312 has a flat shape formed on the outer peripheral portion 31.
  • the recess portion 312 has a flat shape formed in the outer peripheral portion 31.
  • a flat shape can be easily formed, for example, by cutting and processing the corner portion of the outer peripheral portion 31 of the valve body 3, and therefore, is excellent in manufacturability.
  • the recessed portion 312 is formed from the center line CL2 in the thickness direction of the valve body 3 to the sheet surface 311, but the present invention is limited to this. I will not. As shown in FIG. 9B, it may be formed from the rotation center line CL4 passing through the rotation center O of the valve body 3 to the seat surface 311, and is not particularly limited.
  • the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 is directed to the downstream side of the exhaust passage.
  • the side of the valve body 3 (3B) positioned on the other side of the valve body 3 when the side on which the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 turns to the upstream side is the other side.
  • a side surface 313 opposite to the seat surface 311 is formed in an R shape with respect to a center line CL ⁇ b> 2 in the thickness direction of the valve body 3.
  • the sheet surface 311 of the outer peripheral portion 31 is oriented downstream, and the opposite side of the outer peripheral portion 31 to the sheet surface 311 is oriented upstream. Therefore, according to such an embodiment, the side surface 313 opposite to the sheet surface 311 of the outer peripheral portion 31 is formed in an R shape, so that the exhaust gas flowing from the upstream side toward the passage region R in the valve open state Since the gas flows smoothly along the R shape, the pressure loss of the exhaust gas can be reduced.
  • the valve body 3 is in a fully closed state in a cross-sectional view in a direction orthogonal to the central axis CL1 of the valve rod 2. It is a parallel plane parallel to the axial direction AD of the exhaust flow path from the predetermined position 42a where the distance to the valve body 3 is the shortest distance H1 to the end 42b at a given time.
  • the flow passage surface 42 is a parallel surface parallel to the axial direction AD of the exhaust flow passage. For this reason, since it is not necessary to perform special processing etc. with respect to the flow-path surface 42, it is excellent in the manufacturability of the valve housing 4. As shown in FIG.
  • valve body 3 when the valve body 3 is in a fully closed state in a cross-sectional view in a direction orthogonal to the central axis line CL1 of the valve rod 2, as described above. It consists of an inclined surface which is inclined with respect to the axial direction AD of the exhaust passage, extending linearly outward from the predetermined position 42a where the distance to the valve body 3 is the shortest distance H1 toward the end 42b.
  • the valve body 3 when the valve body 3 rotates, it can be reliably prevented that the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 and the flow path surface 42 come in contact with each other. Therefore, as shown in FIG. 4, even if the above-described recessed portion 312 is not formed in the outer peripheral portion 31 of the valve body 3, the shortest distance H1 described above can be reduced close to the design limit.
  • the flow rate of the exhaust gas can be finely controlled between 0 degrees and the above-mentioned ⁇ degrees.
  • valve body 3 when the valve body 3 is in a fully closed state in a cross-sectional view in a direction orthogonal to the central axis CL1 of the valve rod 2, as described above. It consists of a curved surface extending in a curvilinear manner from the predetermined position 42a where the distance to the valve body 3 is the shortest distance H1 toward the end 42b.
  • the opening degree of the valve body 3 can be reduced from 0 degree to the above-mentioned ⁇ degree.
  • the flow rate of the exhaust gas can be finely controlled between the opening degree of the valve body 3 from 0 degree to the above-mentioned ⁇ degree.
  • the above-described flow path surface 42 is the shortest between the valve body 3 and the flow path surface 42 until the valve body 3 reaches the predetermined valve opening state from the fully closed state.
  • the distance H is configured to be maintained at a constant distance.
  • the flow rate of the exhaust gas passing through the passage region R increases as the engine speed increases. Therefore, according to such an embodiment, the flow rate of the exhaust gas can be extremely finely controlled between the opening degree of the valve body 3 from 0 degree to the above-mentioned ⁇ degree.
  • the rotation center O of the valve 3 is the valve 3 It is configured to be decentered with respect to the center line CL3 in the height direction of.
  • the rotation center O of the valve body 3 is the valve body, where one side is the side that rotates and the other side is the side where the outer peripheral portion of the valve body rotates toward the upstream side of the exhaust flow path. It is configured to be located on one side of the center line CL3 in the height direction of 3. In the illustrated embodiment, the rotation center O is located on one side by the distance dv than the center line CL3.
  • a rotational moment in the direction of pressing the valve body 3 against the valve seat surface 41 acts on the valve body 3. Therefore, the air tightness in the fully closed state can be enhanced, and the sealability of the valve body 3 can be improved. Further, even in such an embodiment, the output of the actuator for opening and closing the valve body 3 can be reduced as compared with the conventional flap valve type exhaust flow control valve.
  • the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 pivots toward the downstream side of the exhaust passage.
  • the rotation center O is configured to be located on the downstream side of the exhaust flow path with respect to the center line CL2a in the thickness direction of the valve body 3 (3A) on one side, and the valve body 3 on the other side.
  • the rotation center O is located on the downstream side of the center line CL2a in the thickness direction of the valve body 3 (3A) on one side by dh1 and on the other side of the valve body 3 (3B) It is located upstream of the center line CL2b in the thickness direction by dh2.
  • the rotational center O of the valve body 3 is eccentric to the downstream side of the center line CL2a in the thickness direction of the valve body 3 (3A) on one side, whereby the rotation of the valve body 3 is performed.
  • the valve body 3 (3A) on one side can be reliably brought into contact with the valve seat surface 41 without being affected by manufacturing tolerances and the like.
  • the rotational center O of the valve 3 is made upstream by making the rotational center O of the valve 3 eccentric to the upstream side of the center line CL 2 b in the thickness direction of the valve 3 (3 B) on the other side.
  • the valve body 3 (3B) on the other side can be reliably brought into contact with the valve seat surface 41 without being affected by manufacturing tolerances and the like.
  • FIG. 10 is a block diagram showing a two-stage supercharging system according to an embodiment of the present invention.
  • the two-stage supercharging system 10 according to an embodiment of the present invention includes an engine 11, an exhaust manifold 12 to which exhaust gas discharged from the engine 11 is introduced, and an exhaust manifold 12
  • High-pressure stage turbocharger 14 having a high-pressure stage turbine 141 configured to be driven by the exhaust gas flowing through the exhaust manifold 12 and the exhaust gas discharged from the exhaust manifold 12, and exhaust from the high-pressure stage turbocharger 14
  • a low pressure stage turbocharger 15 having a low pressure stage turbine 151 disposed downstream of the system 13 and configured to be driven by the exhaust gas discharged from the high pressure stage turbocharger 14, and the exhaust according to the embodiment described above
  • a flow control valve 1 is a flow control valve 1.
  • the exhaust system 13 described above includes the high pressure side bypass flow passage 132 which bypasses the high pressure stage turbine 141 and connects the exhaust manifold 12 and the downstream side of the high pressure stage turbine 141.
  • the exhaust flow control valve 1 described above is configured as a high pressure stage turbine bypass valve (exhaust flow control valve) 17 that controls the flow rate of exhaust gas flowing through the high pressure side bypass flow passage 132.
  • the two-stage supercharging in which the high pressure turbine bypass valve 17 for controlling the flow rate of the exhaust gas supplied to the high pressure turbine 141 is configured by the exhaust gas flow control valve 1 according to the embodiment described above System 10 can be provided.
  • the two-stage supercharging system 10 includes the engine 11, an exhaust manifold 12 into which exhaust gas discharged from the engine 11 is introduced, and an exhaust manifold 12 From the high-pressure stage turbocharger 14 having the high-pressure stage turbine 141 configured to be driven by the exhaust system 13 through which the exhausted exhaust gas flows and the exhaust gas discharged from the exhaust manifold 12, and the high-pressure stage turbocharger 14 Low pressure turbocharger 15 having a low pressure turbine 151 arranged downstream of the exhaust system 13 and configured to be driven by the exhaust gas discharged from the high pressure turbocharger 14;
  • the exhaust flow control valve 1 is provided.
  • the exhaust system 13 described above includes the low pressure side bypass flow path 131 that bypasses the low pressure stage turbine 151 and connects the downstream side of the high pressure stage turbine 141 and the downstream side of the low pressure stage turbine 151.
  • the exhaust flow control valve 1 described above is configured as a low pressure stage turbine bypass valve (waste gate valve) 16 that controls the flow rate of exhaust gas flowing through the low pressure side bypass flow path 131.
  • the two-stage supercharging in which the low pressure stage turbine bypass valve 16 for controlling the flow rate of the exhaust gas supplied to the low pressure stage turbine 151 is configured by the exhaust flow control valve 1 according to the above-described embodiment System 10 can be provided.
  • the high pressure turbocharger 14 comprises a high pressure compressor 142 coaxially driven to the high pressure turbine 141.
  • the low pressure supercharger 15 includes a low pressure compressor 152 coaxially driven by the low pressure turbine 151.
  • Exhaust gas exhausted from the engine 11 is collected in the exhaust manifold 12 and supplied to the high pressure turbine 141 via the exhaust flow passage 133.
  • the exhaust gas supplied to the high pressure stage turbine 141 is discharged to the exhaust flow path 135 via the exhaust flow path 134 connected to the downstream side of the high pressure stage turbine 141.
  • the exhaust gas discharged to the exhaust flow path 135 is supplied to the low pressure stage turbine 151.
  • the exhaust gas supplied to the low pressure stage turbine 151 is discharged to the exhaust flow path 136 connected to the downstream side of the low pressure stage turbine 151.
  • the exhaust manifold 12 and the exhaust flow path 135 are connected via the high pressure side bypass flow path 132 described above.
  • the exhaust flow path 135 and the exhaust flow path 136 are connected via the low pressure side bypass flow path 131 described above.
  • the low pressure stage turbine bypass valve 16 described above is disposed in the low pressure side bypass flow passage 131.
  • the high pressure turbine bypass valve 17 described above is disposed in the high pressure side bypass flow passage 132.
  • the low pressure stage turbine bypass valve 16 When the low pressure stage turbine bypass valve 16 is in the open state, most of the exhaust gas flowing through the exhaust flow path 134 bypasses the low pressure stage turbine 151 and flows into the low pressure side bypass flow path 131. When the low pressure stage turbine bypass valve 16 is fully closed, the exhaust gas flowing through the exhaust flow path 134 flows through the exhaust flow path 135 and is supplied to the low pressure stage turbine 151. The flow rate of the exhaust gas flowing through the low pressure side bypass passage 131 can be controlled by the degree of opening of the low pressure stage turbine bypass valve 16.
  • the high pressure stage turbine bypass valve 17 when the high pressure stage turbine bypass valve 17 is open, most of the exhaust gas collected in the exhaust manifold 12 bypasses the high pressure stage turbine 141 and flows into the high pressure side bypass flow path 132. When the high pressure stage turbine bypass valve 17 is fully closed, the exhaust gas collected in the exhaust manifold 12 flows through the exhaust flow path 133 and is supplied to the high pressure stage turbine 141.
  • the flow rate of the exhaust gas flowing through the second bypass passage 132 can be controlled by the degree of opening of the high-pressure stage turbine bypass valve 17.
  • reference numeral 18 denotes an intake system, which includes intake flow paths 181 to 185 and an intake manifold 186.
  • the low pressure stage compressor 152 pressurizes the intake air supplied from the air cooler 187 and supplies the high pressure stage compressor 142 via the intake flow paths 181 and 183.
  • a compressor bypass valve 19 for controlling the flow rate of intake air flowing through the intake flow passage 182 is disposed in the intake flow passage 182 bypassing the high pressure stage compressor 142.
  • the intake air pressurized by the high pressure stage compressor 142 or the intake air flowing through the intake flow path 182 bypassing the high pressure stage compressor 142 is supplied to the intake manifold 186 via the intake flow path 185.
  • an intercooler 188 is disposed in the intake flow passage 185.
  • FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the engine torque in the two-stage supercharging system according to the embodiment of the present invention.
  • the low speed torque of the engine can be reduced. It is advantageous in improvement and transient characteristics. For this reason, the high pressure stage turbine bypass valve 17 and the low pressure stage turbine bypass valve 16 are each controlled to be fully closed.
  • the low pressure supercharger 15 is driven, and the flow rate of the exhaust gas supplied to the high pressure supercharger 14 is controlled to drive the high pressure supercharger 14.
  • variable 2-stage supercharging to control In this variable two-stage supercharging, the low-pressure stage turbine bypass valve 16 is fully closed, and the flow rate of the exhaust gas supplied to the high-pressure stage turbocharger 14 is adjusted by adjusting the degree of opening of the high-pressure stage turbine bypass valve 17 It changes according to the target output of the engine 11.
  • the exhaust gas is bypassed from the high pressure supercharger 14 to perform one-stage supercharging by the low pressure supercharger 15, so that two stages are provided.
  • the back pressure of the engine can be reduced rather than supercharging, and stable operation with a high degree of freedom in matching can be realized. Therefore, the high pressure stage turbine bypass valve 17 is fully opened, and the low pressure stage turbine bypass valve 16 is fully closed. Further, in the high-speed operating range of the engine 11, when there is a possibility that the engine 11 may overboost (area (d) shown in FIG. 11), the high pressure stage turbo bypass valve 17 is fully opened, and the low pressure stage turbine bypass By adjusting the opening degree of the valve 16, control is performed to reduce the flow rate of the exhaust gas supplied to the low pressure stage turbocharger 15.
  • the exhaust gas flow control according to the embodiment in which at least one of the high-pressure stage turbine bypass valve 17 and the low-pressure stage turbine bypass valve 16 is described above.
  • the flow rate of the exhaust gas can be finely controlled in the region (b) or (d) shown in FIG. 11.
  • FIG. 12 is a front view showing a two-stage supercharging system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a view on arrow A in FIG.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view at the aa position of FIG.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view at the bb position in FIG.
  • the turbocharger according to an embodiment of the present invention, as shown in FIGS. 12 to 15, includes, for example, a high pressure turbine 141, a high pressure turbine housing 141h for housing the high pressure turbine 141, and a high pressure turbine 141.
  • a high pressure stage turbine bypass valve 17 for controlling the flow rate of exhaust gas supplied to the high pressure stage turbocharger 14 in the two-stage supercharging system 10.
  • the scroll passage 22 for guiding the exhaust gas to the high pressure turbine 141 and the exhaust gas supplied to the high pressure turbine 141 are contained in the high pressure turbine housing 141h in the high pressure turbine housing 141h. And an outlet channel 26 for discharging the gas to the outside of the That is, the scroll passage 22 is located upstream of the high pressure stage turbine 141, and the outlet passage 26 is located downstream of the high pressure turbine 141. Furthermore, in the high pressure stage turbine housing 141 h, a low pressure side bypass flow path 132 is formed, which bypasses the high pressure stage turbine 141 and connects the scroll flow path 22 and the outlet flow path 26.
  • FIG. 16 is an enlarged cross-sectional view of a turbine bypass valve disposed inside the turbine housing.
  • the high pressure stage turbine bypass valve 17 defines the valve rod 2, a flat plate-like valve body 3 pivoting about the valve rod 2, and a part of the high pressure side bypass passage 132 inside.
  • Valve seat surface 41 extending along the direction of movement, and a passage region R through which exhaust gas passes between the valve body 3 and the outer peripheral portion 31 in the valve opening state where the opening degree of the valve body 3 is greater than 0 degree.
  • the valve housing 4 is formed on its inner circumferential surface with a flow passage surface 42 extending along the axial direction AD of the high pressure side bypass flow passage 132 which defines the high pressure side bypass flow passage 132. Then, in the high pressure stage turbocharger 14 according to the embodiment of the present invention, the valve housing 4 is fixed to the inner peripheral wall surface 141 hs of the high pressure side bypass flow passage 132 inside the high pressure stage turbine housing 141 h.
  • the high pressure stage turbine bypass valve 17 has the same configuration as the exhaust flow control valve 1 according to the embodiment shown in FIG. 3 described above.
  • the high-pressure stage turbine bypass valve 17 according to the embodiment of the present invention is not limited to this, and may have the same configuration as the embodiments shown in FIG. 2, FIG. 4 and FIG. 5 described above.
  • the high pressure stage turbine bypass valve 17 is configured as a so-called butterfly valve type turbine bypass valve. Therefore, compared with the conventional flap valve type high pressure stage turbine bypass valve, since the valve body 3 can be opened and closed with a small output, the high pressure stage actuator 17A can be miniaturized.
  • the high pressure side bypass flow passage 132 bypassing the high pressure stage turbine 141 is formed inside the high pressure stage turbine housing 141 h, and the high pressure stage turbine bypass valve 17 is the high pressure stage turbine housing It is arranged inside 141 h. Therefore, the high-pressure stage turbocharger 14 is formed compared to the case where the high-pressure side bypass passage 132 is formed outside the high-pressure stage turbine housing 141h and the high-pressure stage turbine bypass valve 17 is arranged outside the high-pressure stage turbine housing 141h. It can be configured compactly.
  • reference numeral 141ha denotes an inlet flange portion of the high pressure stage turbine housing 141h
  • reference numeral 141hb denotes an outlet flange portion of the high pressure stage turbine housing 141h.
  • reference numeral 151ha denotes an inlet flange portion of the low pressure stage turbine housing 151h
  • reference numeral 151hb denotes an outlet flange portion of the low pressure stage turbine housing 151h.
  • Reference numeral 142h is a high pressure stage compressor housing that houses the high pressure stage compressor 142
  • reference numeral 152h is a low pressure stage compressor housing that houses the low pressure stage compressor 152.
  • reference numeral 16A is a low pressure stage actuator for opening and closing the low pressure stage turbine bypass valve 16.
  • turbocharger 14 to 16 show the case where the high pressure turbine bypass valve 17 (exhaust flow rate control valve 1) is disposed inside the turbine housing 14h of the high pressure turbocharger 14 in the two-stage supercharging system 10.
  • the low pressure stage turbine bypass valve 16 (the exhaust flow control valve 1) is disposed inside the turbine housing 15h of the low pressure stage turbocharger 15
  • the turbocharger according to an embodiment of the present invention controls the flow rate of exhaust gas supplied to the low pressure turbine 151, the low pressure turbine housing 151 h accommodating the low pressure turbine 151, and the low pressure turbine 151.
  • the turbine supercharger is a turbine used in a single-stage supercharger system including one turbo supercharger other than the turbine supercharger used in the two-stage supercharger system 10 It may be a supercharger.
  • the high-pressure stage turbocharger 14 (turbine turbocharger) according to the above-described embodiment, as illustrated in FIG.
  • the seating portion 4A is fixed to the inner peripheral wall surface 141hs of the high pressure side bypass flow passage 132 inside the high pressure stage turbine housing 141h.
  • Examples of a method of fixing the seating portion 4A to the inner peripheral wall surface 141 hs of the high pressure side bypass flow path 132 include various methods such as press fitting, shrink fitting, and cold fitting.
  • the valve housing 4 includes the cylindrical seating portion 4A in which the valve seat surface 41 and the flow passage surface 42 are integrally formed on the inner circumferential surface. Therefore, as compared with the case where the valve housing 4 and the valve seat surface 41 and the flow channel surface 42 are separately formed, the assembling property is excellent.
  • the inner peripheral wall surface 141 hs of the high-pressure side bypass flow passage 132 has a flat surface. 141 hs 1 and a step portion 141 hs 2 extending inward from the upstream end of the flat surface 141 hs 1 are formed. Then, in a state where the seating portion 4A described above is fixed to the inner peripheral wall surface 141hs1 of the high pressure side bypass flow passage 132, one end surface 4Aa of the seating portion 4A and the step portion 141hs2 abut on each other.
  • the seating portion 4A when the seating portion 4A is inserted into the high pressure stage turbine housing 141h from the open end 141ho of the outlet flange portion 141hb of the high pressure stage turbine housing 141h, the inner periphery of the high pressure side bypass flow passage 132
  • the seating portion 4A may be inserted until it abuts on the step portion 141hs2 formed on the wall surface 141hs1, positioning of the seating portion 4A is easy, and the mounting property of the seating portion 4A is excellent.
  • a widened portion 141 hs 3 is formed at a position upstream of the step portion 141 hs 2 to widen the inner cross section from the upstream side toward the downstream side. Then, when the valve body 3 shifts from the valve closing state to the valve opening state, one side of the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 that is turned toward the downstream side of the high pressure side bypass flow path 132 is shown in FIG. Of the valve body 3 located on the other side where the side where the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 turns toward the upstream side of the bypass flow path 132 (the lower side in FIG. 16) is the other side. The outer peripheral portion 31 is configured to pass through the widening portion 141 hs 4.
  • the tapered surface 141 hs 4 linearly extends outward from the upstream side toward the downstream side on the inner peripheral wall surface 141 hs of the high pressure side bypass flow channel 132 at a position upstream of the step 141 hs 2. Is formed, thereby forming a widening portion 141hs3 that widens the inner cross section.
  • the widening portion 141 hs 3 may be formed by an arc portion or the like having an arc shape.
  • the widening portion 141 hs 3 that widens the internal cross section from the upstream side to the downstream side is formed Be done.
  • the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 positioned on the other side (the lower side in FIG. 16) to pass through the wide portion 141 hs 4
  • the shape of the high pressure side bypass flow path 132 can be reduced.
  • the high-pressure stage turbine housing 141 h can be compactly configured.
  • the engine 11 the exhaust manifold 12 into which the exhaust gas discharged from the engine 11 is introduced, and the exhaust High pressure supercharger 14 having high pressure supercharger 14 having exhaust system 13 through which exhaust gas exhausted from manifold 12 flows, high pressure turbine 141 configured to be driven by exhaust gas exhausted from exhaust manifold 13, and high pressure supercharger 14
  • a low-pressure stage turbocharger 15 having a low-pressure stage turbine 151 disposed downstream of the engine 14 and downstream of the exhaust system 13 and configured to be driven by the exhaust gas 141 discharged from the high-pressure stage turbocharger 14 It is a stage supercharging system 10.
  • the high pressure supercharger 14 is a turbine supercharger according to the embodiment shown in FIGS. 12 to 16 described above.
  • the high pressure side bypass passage 132 bypassing the high pressure stage turbine 141 is formed inside the high pressure stage turbine housing 141 h, and A stage turbine bypass valve 17 is disposed inside the high pressure stage turbine housing 141 h. Therefore, the entire two-stage supercharging system 10 can be made compact as compared with the case where the high pressure side bypass flow passage 132 and the high pressure stage turbine bypass valve 17 are disposed outside the high pressure stage turbine housing 141 h.
  • the high pressure stage turbine bypass valve 17 is disposed inside the high pressure side bypass flow passage 132. Therefore, the high pressure stage turbine bypass valve 17 is disposed downstream as compared to the conventional case where the high pressure stage turbine bypass valve 17 is disposed between the exhaust manifold 12 and the high pressure stage turbine housing 141 h. The temperature of the exhaust gas passing through the high pressure stage turbine bypass valve 17 is lowered. Therefore, compared with the conventional case, it is hard to receive the influence by thermal deformation, and the reliability of high pressure stage turbine bypass valve 17 improves. Moreover, compared with the conventional case, the material which comprises the high-pressure-stage turbine bypass valve 17 can be made into a low-cost material with low heat resistance.
  • the low pressure supercharger 15 is configured in the same manner as the turbine supercharger according to the embodiment shown in FIG. Ru.
  • the low pressure stage turbocharger 15 includes the low pressure stage turbine 151, the low pressure stage turbine housing 151 h accommodating the low pressure stage turbine 151, and the exhaust gas supplied to the low pressure stage turbine 151.
  • a low pressure stage turbine bypass valve 16 for controlling the flow rate of The scroll channel 22 for guiding the exhaust gas to the low pressure stage turbine 151 and the exhaust supplied to the low pressure stage turbine 151 inside the low pressure stage turbine housing 151 h as in the high pressure stage turbine housing 141 h shown in FIG.
  • the low pressure stage turbine bypass valve 16 is, similarly to the high pressure stage turbine bypass valve 17 shown in FIG. 16, the valve rod 2, the flat plate-like valve body 3 pivoting about the valve rod 2, and the low pressure side bypass It is a cylindrical valve housing 4 that defines a part of the flow path 131 inside, and in the closed state where the opening degree of the valve body 3 is 0 degree, the low pressure side with which the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 abuts
  • the valve seat surface 41 extends along the direction intersecting the axial direction AD of the bypass flow passage 131, and the outer peripheral portion 31 of the valve body 3 in the open state where the opening degree of the valve body 3 is greater than 0 degree.
  • a flow path surface 42 extending along the axial direction AD of the low pressure side bypass flow path 131 defining the passage area R through which the exhaust gas passes is included in the valve housing 4. Then, the valve housing 4 described above is fixed to the inner peripheral wall surface 141 hs of the low pressure side bypass flow passage 131 in the low pressure stage turbine housing 151 h.
  • both the high pressure stage turbocharger 14 and the low pressure stage turbocharger 15 comprise a turbocharger with a turbine bypass valve disposed within the turbine housing as described above. . Therefore, the high pressure side bypass flow passage 132, the low pressure side bypass flow passage 131, the high pressure stage turbine bypass valve 17, and the low pressure stage turbine bypass valve 16 are disposed outside the high pressure stage turbine housing 141h and the low pressure stage turbine housing 151h. Compared to the above, the entire two-stage supercharging system 10 can be configured compactly.

Landscapes

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Abstract

タービンと、タービンを収容するタービンハウジングと、タービンに供給される排気ガスの流量を制御するためのタービンバイパスバルブとを備えるタービン過給機である。タービンハウジングの内部には、タービンに排気ガスを導くためのスクロール流路と、タービンに供給された排気ガスをタービンハウジングの外部に排出するための出口流路と、タービンを迂回して、スクロール流路と出口流路とを接続するバイパス流路とが形成される。タービンバイパスバルブは、弁棒と、弁棒を軸として回動する平板状の弁体と、バイパス流路の一部を内部に画定する筒状の弁ハウジングとを含む。そして、弁ハウジングが、タービンハウジングの内部において、バイパス流路の内周壁面に固定される。

Description

タービン過給機、および２段過給システム
　本開示は、タービン過給機、および高圧段過給機および低圧段過給機の２つのタービン過給機を備える２段過給システムに関する。
　従来、排気マニホールドから排出される排気ガスにより駆動するように構成された高圧段タービンを有する高圧段過給機と、高圧段過給機よりも排気系統の下流側に配置され、高圧段過給機から排出される排気ガスによって駆動するように構成された低圧段タービンを有する低圧段過給機と、を備えた２段過給システムが知られており、近年、特に自動車用のディーゼルエンジン等において採用されるようになっている。
　エンジンの中、低速運転領域では、高圧段過給機および低圧段過給機の両方を駆動させる２段過給（完全２段過給）を行うことで、エンジンの低速トルクの向上と過渡特性において有利となる。一方、エンジンの高速運転域では、排気ガスを高圧段過給機からバイパスさせて低圧段過給機による１段過給を行うことで、より高いコンプレッサ効率を使用できることで、マッチングの自由度が高い安定運転が実現される。
　また、上述した完全２段過給～１段過給の間の中間領域では、低圧段過給機を駆動させるとともに、高圧段過給機に供給される排気ガスの流量を制御することで、高圧段過給機の駆動を制御する可変２段過給が行われる。この可変２段過給では、排気マニホールドと高圧段過給機の間に配置されている高圧側タービンバイパスバルブ（排気フロー制御バルブ）の開度を調整することで、高圧段過給機に供給される排気ガスの流量をエンジンの目標出力に応じて変化させる。
　また、エンジンの高速運転域において、エンジンがオーバーブーストを起こす虞がある場合には、高圧段過給機と低圧段過給機の間に配置されている低圧側タービンバイパスバルブ（ウェイストゲートバルブ）の開度を調整することで、低圧段過給機に供給される排気ガスの流量を減少させるような制御が行われる。
　このように、高圧段タービンバイパスバルブや低圧段タービンバイパスバルブなどの排気流量制御弁としては、従来、例えば特許文献１に開示されているように、フラップ弁タイプのものが多く採用されていた。
特開２００９－９２０２６号公報 特許第５４９９９５３号公報
　ところで、昨今におけるエンジンの高出力化の流れの中で、フラップ弁タイプの排気流量制御弁を開閉するためのアクチュエータに高出力が求められるようになっている。このため、フラップ弁タイプに比べて小出力で開閉可能なバタフライ弁タイプの採用が検討されている（特許文献２）。この特許文献２では、バタフライ弁タイプの排気流量制御弁が、高圧段過給機に供給される排気ガスの流量を制御する高圧段タービンバイパスバルブとして使用されている。
　この特許文献２では、上述した高圧段タービンバイパスバルブ（符号４４）が、排気マニホールドからの排気ガスを高圧段過給機（符号７）に供給するための導入通路（符号４２）から分岐し、低圧段過給機（符号８）のタービンハウジング（符号３２）に接続する第１バイパス通路（符号４３）に設けられている。また、高圧段過給機と低圧段過給機とを接続するタービン間通路（符号４１）が、第１バイパス通路に並列的に配置されている。そして、上述した高圧段タービンバイパスバルブは、第１バイパス通路の一部をなす開口部と、タービン間通路の一部をなす開口部の２つの開口部を有する中間部材（符号５３）に一体的に設けられている。この中間部材は、第１ユニット部（符号５１）と第２ユニット部（符号５２）との間に挟持されることで固定されている。
　このような特許文献２にあっては、高圧段タービンバイパスバルブなどの排気流量制御弁を２段過給システムに組み込むのに際して、レイアウト上の制約が多く、システム全体をコンパクトに構成することが難しい。
　本発明の少なくとも一つの実施形態は、上述したような従来技術の問題に鑑みなされたものであって、その目的とするところは、バタフライ弁タイプの排気流量制御弁を採用したコンパクトなタービン過給機、および２段過給システムを提供することにある。
　（１）本発明の少なくとも一実施形態にかかるタービン過給機は、
　タービンと、
　前記タービンを収容するタービンハウジングと、
　前記タービンに供給される排気ガスの流量を制御するためのタービンバイパスバルブと、を備えるタービン過給機であって、
　前記タービンハウジングの内部には、
　前記タービンに前記排気ガスを導くためのスクロール流路と、
　前記タービンに供給された前記排気ガスを前記タービンハウジングの外部に排出するための出口流路と、
　前記タービンを迂回して、前記スクロール流路と前記出口流路とを接続するバイパス流路と、が形成され、
　前記タービンバイパスバルブは、
　弁棒と、
　前記弁棒を軸として回動する平板状の弁体と、
　前記バイパス流路の一部を内部に画定する筒状の弁ハウジングであって、
　　前記弁体の開度が０度である閉弁状態において、前記弁体の外周部が当接する、前記バイパス流路の軸方向と交差する方向に沿って延在する弁座シート面、及び
　　前記弁体の開度が０度より大きい開弁状態において、前記弁体の前記外周部との間に前記排気ガスが通過する通過領域を画定する、前記バイパス流路の前記軸方向に沿って延在する流路面、
が内周面に形成されている弁ハウジングと、を含み、
　前記弁ハウジングが、前記タービンハウジングの内部において、前記バイパス流路の内周壁面に固定される。
　上記（１）に記載の実施形態によれば、タービンバイパスバルブが、弁棒と、弁棒を軸として回動する平板状の弁体と、閉弁状態において弁体の外周部が当接する、排気流路の軸方向と交差する方向に沿って延在する弁座シート面、及び開弁状態において弁体の外周部との間に排気ガスが通過する通過領域を画定する、排気流路の前記軸方向に沿って延在する流路面、が内周面に形成されている弁ハウジングとを備える、いわゆるバタフライ弁タイプのタービンバイパスバルブ（排気流量制御弁）として構成される。したがって、従来のフラップ弁タイプのタービンバイパスバルブと比べて、弁体を小出力で開閉可能なため、アクチュエータを小型化することが出来る。
　また、上記（１）に記載の実施形態によれば、タービンを迂回するバイパス流路がタービンハウジングの内部に形成されるとともに、タービンバイパスバルブが、タービンハウジングの内部に配置される。このため、バイパス流路をタービンハウジングの外部に形成し、タービンバイパスバルブをタービンハウジングの外部に配置する場合と比べて、タービン過給機をコンパクトに構成することが出来る。
　（２）幾つかの実施形態では、上記（１）に記載のタービン過給機において、上記弁ハウジングは、弁座シート面および流路面が内周面に一体的に形成された筒状の着座部を含む。そして、上記着座部が、タービンハウジングの内部において、バイパス流路の内周壁面に固定される。
　上記（２）に記載の実施形態によれば、弁ハウジングが、弁座シート面および流路面が内周面に一体的に形成された筒状の着座部を含む。このため、弁ハウジングと、弁座シート面および流路面とが、夫々別体に形成されている場合と比べて、組み立て性に優れている。
　（３）幾つかの実施形態では、上記（２）に記載のタービン過給機において、上記バイパス流路の内周壁面には、平坦面と、平坦面の上流端から内側に向かって延在する段部とが形成される。そして、上記着座部が、バイパス流路の内周壁面に固定された状態において、着座部の一端面と段部とが当接するように構成される。
　上記（３）に記載の実施形態によれば、タービンハウジングの出口フランジ部の開口端からタービンハウジングの内部に着座部を挿入する際に、バイパス流路の内周壁面に形成される段部に当接するまで着座部を挿入すればよく、着座部の位置決めが容易であり、着座部の装着性に優れている。
　（４）幾つかの実施形態では、上記（３）に記載のタービン過給機において、上記バイパス流路の内周壁面には、段部よりも上流側の位置に、上流側から下流側に向かって内部断面を拡幅する拡幅部が形成される。そして、上記弁体が閉弁状態から開弁状態に移行するときに、弁体の外周部がバイパス流路の下流側に向かって回動する側を一方側、弁体の外周部がバイパス流路の上流側に向かって回動する側を他方側、とした場合に、他方側に位置する弁体の外周部が、拡幅部を通過するように構成される。
　上記（４）に記載の実施形態によれば、バイパス流路の内周壁面における段部よりも上流側の位置に、上流側から下流側に向かって内部断面を拡幅する拡幅部が形成される。これにより、内部断面の大きさが異なる部分を排気ガスが流れる際の圧力損失を低減することが出来る。また、他方側に位置する弁体の外周部が、拡幅部を通過するように構成することで、バイパス流路の形状を小さくすることが出来、タービンハウジング全体をコンパクトに構成することが出来る。
　（５）本発明の少なくとも一実施形態にかかる２段過給システムは、
　エンジンと、
　前記エンジンから排出される排気ガスが導入される排気マニホールドと、
　前記排気マニホールドから排出される前記排気ガスが流れる排気系統と、
　前記排気マニホールドから排出される前記排気ガスにより駆動するように構成された高圧段タービンを有する高圧段過給機と、
　前記高圧段過給機よりも前記排気系統の下流側に配置され、前記高圧段過給機から排出される前記排気ガスによって駆動するように構成された低圧段タービンを有する低圧段過給機と、を備える２段過給システムであって、
　前記高圧段過給機が、上記（１）から（４）の何れかに記載のタービン過給機からなる。
　上記（５）に記載の実施形態によれば、高圧段タービンを迂回する高圧側バイパス流路が高圧段タービンハウジングの内部に形成されるとともに、高圧段タービンバイパスバルブが、高圧段タービンハウジングの内部に配置される。このため、高圧側バイパス流路および高圧段タービンバイパスバルブを高圧段タービンハウジングの外部に配置する場合と比べて、２段過給システム全体をコンパクトに構成することが出来る。
　また、上記（５）に記載の実施形態によれば、高圧段タービンバイパスバルブが、高圧側バイパス流路の内部に配置される。このため、高圧段タービンバイパスバルブが、排気マニホールドと高圧段タービンハウジングとの間に配置される従来の場合と比べて、高圧段タービンバイパスバルブが下流側に配置されることから、高圧段タービンバイパスバルブを通過する排気ガスの温度が低くなる。よって、従来の場合と比べて、熱変形による影響を受け難く、高圧段タービンバイパスバルブの信頼性が向上する。また、従来の場合と比べて、高圧段タービンバイパスバルブを構成する材料を耐熱性の低い安価な材料とすることが出来る。
　（６）幾つかの実施形態では、上記（５）に記載の２段過給システムにおいて、上記低圧段過給機が、上記（１）から（４）の何れかに記載のタービン過給機からなる。
　上記（６）に記載の実施形態によれば、高圧段過給機、および低圧段過給機の両方が、上述したような、タービンハウジングの内部にタービンバイパスバルブが配置されたターボ過給機からなる。このため、高圧側バイパス流路および低圧側バイパス流路の夫々を高圧段タービンハウジングおよび低圧段タービンハウジングの外部に形成し、高圧段タービンバイパスバルブおよび低圧段タービンバイパスバルブの夫々を高圧段タービンハウジングおよび低圧段タービンハウジングの外部に配置する場合と比べて、２段過給システム全体をコンパクトに構成することが出来る。
　本発明の少なくとも一つの実施形態によれば、バタフライ弁タイプの排気流量制御弁をウェイストゲートバルブとして採用したコンパクトな２段過給システムを提供することが出来る。
本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁の斜視図である。 本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向から視認した断面図である。 本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向から視認した断面図である。 本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向から視認した断面図である。 本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向から視認した断面図である。 比較形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向から視認した断面図である。 横軸に水平距離、縦軸に通過距離を示したグラフである。 実施形態および比較形態における弁体の外周部を拡大して示した図である。 幾つかの実施形態における弁体の外周部を拡大して示した図である。 本発明の一実施形態にかかる２段過給システムを示すブロック構成図である。 本発明の一実施形態にかかる２段過給システムにおけるエンジン回転数とエンジントルクの関係を示した図である。 本発明の一実施形態にかかる２段過給システムを示した正面図である。 図１２におけるＡ方向矢視図である。 図１２のａ－ａ位置における断面図である。 図１４のｂ－ｂ位置における断面図である。 タービンハウジングの内部に配置されたタービンバイパスバルブを拡大して示した断面図である。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一の構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
　また、以下の説明において、同じ構成には同じ符号を付してその詳細な説明を省略する場合がある。
　図１は、本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁の斜視図である。図２～図５は、本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向（弁棒の中心軸線に対して直交する方向）から視認した断面図である。
　本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁１は、排気流路を流れる排気ガスの流量を制御するための排気流量制御弁であって、図１に示すように、弁棒２と、弁体３と、弁ハウジング４とを備えている。
　弁棒２は、アクチュエータ（不図示）の出力によって、その中心軸線ＣＬ１周りに回転するように構成されている。
　弁体３は、平板状の部材であり、弁棒２に固定され、弁棒２を軸として回動するように構成されている。
　弁ハウジング４は、排気流路の一部をその内部に画定する筒状の部材であって、その内周面には、弁座シート面４１と流路面４２とが形成されている。
　弁座シート面４１は、図２～図５に示すように、弁体３の開度が０度である閉弁状態（図２～図５において符号Ａで示した状態）において、弁体３の外周部３１が当接する面であり、排気流路の軸方向（図２～図５において矢印ＡＤで示した方向）と交差する方向に沿って延在している。
　流路面４２は、図２～図５に示すように、弁体３の開度が０度より大きい開弁状態（例えば、図２～図５において符号Ｂで示した状態）において、弁体３の外周部３１との間に排気ガスが通過する通過領域Ｒを画定する面であり、排気流路の軸方向ＡＤに沿って延在している。
　図示した実施形態では、弁座シート面４１は、排気流路の軸方向ＡＤに対して直交する方向に延在しているが、弁座シート面４１の延在方向はこれに限定されない。少なくとも、排気流路の軸方向ＡＤと弁座シート面４１の延在方向とのなす角度が、３０度～９０度（直交）の範囲は、本発明の範囲に含まれる。
　また、図示した実施形態では、流路面４２は、排気流路の軸方向ＡＤに対して平行な方向に延在しているが、流路面４２の延在方向はこれに限定されない。少なくとも、排気流路の軸方向ＡＤと流路面４２の延在方向とのなす角度が、０度（平行）～４５度の範囲は、本発明の範囲に含まれる。
　そして、本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁１は、図２～図５に示すように、弁体３が全閉状態にあるときの弁体３に最も近接する流路面４２の所定位置４２ａから、流路面４２の端部４２ｂまでの水平距離をＬ、弁体３が全閉状態にあるときの、弁体３と流路面４２との最短距離をＨ１、弁体３が、弁体３と流路面４２の端部との離間距離が最短となる所定の開弁状態（図２～図５において符号Ｂで示した状態）にあるときの、弁体３と流路面４２の端部４２ｂとの最短距離をＨ２とした場合に、下記式（１）及び（２）を満たすように構成される。
　Ｈ１≦Ｈ２　　　　　　・・・（１）
　０＜Ｈ２／Ｌ＜０．４０・・・（２）
　このような実施形態によれば、排気流量制御弁１が、弁棒２と、弁棒２を軸として回動する平板状の弁体３と、閉弁状態において弁体３の外周部３１が当接する、排気流路の軸方向ＡＤと交差する方向に沿って延在する弁座シート面４１、及び開弁状態において弁体３の外周部３１との間に排気ガスが通過する通過領域Ｒを画定する、排気流路の軸方向ＡＤに沿って延在する流路面４２、が内周面に形成されている弁ハウジング４とを備える、いわゆるバタフライ弁タイプの排気流量制御弁として構成される。したがって、従来のフラップ弁タイプの排気流量制御弁と比べて、弁体３を小出力で開閉可能なため、アクチュエータを小型化することが出来る。
　また、上記式（１）及び（２）を満たすように構成されることにより、弁体３が全閉状態から上述した所定の開弁状態になるまでの間、排気ガスが通過する通過領域Ｒが緩慢に増加するように構成される。よって、弁体３の開度が、０度から、上述した所定の開弁状態における弁体３の開度であるα度までの間において、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。この点について、図６及び図７を参照して詳細に説明する。
　図６は、比較形態にかかる排気流量制御弁を軸直交方向から視認した断面図である。図６に示すように、比較形態の排気流量制御弁１´における弁体３´が全閉状態にあるときの、弁体３´と流路面４２´との最短距離をＨ１´は、図２～図５に示す排気流量制御弁１における最短距離Ｈ１と比べて、かなり大きくなっている。すなわち、本発明の一実施形態にかかる排気流量制御弁１では、弁体３の開度が０度からα度に至るまでの間は通過領域Ｒを通過する排気ガスの流量が急激に増加しないように、その最短距離Ｈ１が可能な限り小さく設定されている。これに対して、比較形態の排気流量制御弁１では、弁体３´が全閉状態から開弁状態に移行すると直ぐに多くの流量の排気ガスが通過領域Ｒ´を通過するように、その最短距離Ｈ１´が大きく設定されている。
　図７は、横軸に水平距離、縦軸に通過距離（弁体の外周部と流路面との最短距離）を示したグラフである。図中の実線のグラフｇは、本発明の一実施形態における水平距離Ｌと通過距離Ｈとの関係を示している。図中の点線のグラフｇ´は、比較形態における水平距離Ｌ´と通過距離Ｈ´との関係を示している。
　図７に示すように、本発明の一実施形態では、最短距離Ｈ１が小さく設定されているため、そのグラフｇの傾きの平均値Ｈ２／Ｌも比較形態と比べて小さい。これに対して比較形態では、最短距離Ｈ１´が大きく設定されているため、そのグラフｇ´の傾きの平均値Ｈ２´／Ｌ´も本発明の一実施形態と比べて大きくなっている。
　本発明者らが検討したところでは、グラフｇの傾きの平均値が０＜Ｈ２／Ｌ＜０．４０を満たすことで、弁体３の開度が０度からα度までの間において、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。
　また、本発明者らが検討したところでは、０＜Ｈ２／Ｌ＜０．３０を満たすように構成することで、上記実施形態よりも、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。
　さらに、本発明者らが検討したところでは、０＜Ｈ２／Ｌ＜０．２５を満たすように構成されることで、上記実施形態よりも、排気ガスの流量をより微細に制御することが出来る。
　さらに、本発明者らが検討したところでは、０＜Ｈ２／Ｌ＜０．２０を満たすように構成されることで、上記実施形態よりも、排気ガスの流量をさらにより微細に制御することが出来る。
　図示した実施形態では、上述した弁体３が閉弁状態から開弁状態に移行するときに、弁体３の外周部３１が排気流路の下流側に向かって回動する側を一方側、弁体３の外周部３１が排気流路の上流側に向かって回動する側を他方側、とした場合に、一方側の弁体３（３Ａ）と流路面４２との最短距離Ｈ１（Ｈａ１）と、他方側の弁体３（３Ｂ）と流路面４２との最短距離Ｈ１（Ｈｂ１）とが等距離となっている。ただし、本発明はこれに限定されず、一方側および他方側ともに、上記式（１）、（２）の関係を満たすように構成されていれば、一方側の最短距離Ｈａ１と、他方側の最短距離Ｈｂ１とが異なっていてもよい。また、図示した実施形態では、一方側の流路面４２における水平距離Ｌ（Ｌａ）と、他方側の流路面４２における水平距離Ｌ（Ｌｂ）とは等距離になっている。ただし、本発明はこれに限定されず、一方側および他方側ともに、上記式（２）の関係を満たすように構成されていれば、一方側の水平距離Ｌａと、他方側の水平距離Ｌｂとが異なっていてもよい。
　幾つかの実施形態では、図１～図５に示す排気流量制御弁１において、弁体３の外周部３１には、弁体３の厚み方向における中心線ＣＬ２よりも弁座シート面４１と当接するシート面３１１側に凹み部３１２が形成されている。そして、最短距離Ｈ１は、弁体３の外周部３１に凹み部３１２が形成されていないと仮想した場合に、弁体３が回動すると弁体３の外周部３１の隅部が流路面４２と接触するような距離である。
　図８は、実施形態および比較形態における弁体の外周部を拡大して示した図である。図８の（ａ）は本発明に一実施形態の弁体の外周部、図８の（ｂ）は比較形態の弁体の外周部を示している。
　ここで、「凹み部」とは、図８に示すように、弁棒２の中心軸線ＣＬ１に対して直交する方向の断面視において、全閉状態において弁体３のシート面３１１を通過する仮想線Ｉａと、全閉状態において流路面４２から最短距離Ｈ１だけ離間する弁体３の先端３１ａを通過し、且つ、仮想線Ｉａに対して直交する方向に延伸する仮想線Ｉｂとで画定される仮想形状に対して凹んだ位置にある部分を指す。
　このような実施形態によれば、弁体３の外周部３１に上述した凹み部３１２が形成されることにより、弁体３が回動しても弁体３の外周部３１が流路面４２と接触しない。このため、上述した最短距離Ｈ１を設計限界近くまで小さくすることが出来る。例えば、最短距離Ｈ１を、弁体３の熱伸び量（高温の排気ガスにより弁体３が径方向に伸びる量）に、製造公差を加えた距離として設定することが出来る。これにより、弁体３の開度が０度から上述したα度までの間において、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。
　幾つかの実施形態では、図１～図５に示す排気流量制御弁１において、弁体３の外周部３１には、弁体３の厚み方向における中心線ＣＬ２よりも弁座シート面４１と当接するシート面３１１側に凹み部３１２が形成されている。そして、凹み部３１２の深さをｄとした場合に、Ｈ１≦ｄの関係が成立するように構成される。
　ここで、「凹み部の深さ」とは、図８に示すように、上述した仮想線Ｉａと仮想線Ｉｂとの交点から弁体３の外周部３１までの最短距離を指す。
　このような実施形態によれば、弁体３の外周部３１に上述した凹み部３１２が形成されることにより、弁体３が回動しても弁体３の外周部３１が流路面４２と接触しない。このため、上述した最短距離Ｈ１を設計限界近くまで小さくすることが出来る。これにより、弁体３の開度が０度から上述したα度までの間において、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。
　一方、図８の（ｂ）に示す比較形態のように、凹み部３１２´の深さｄ´がＨ１´＞ｄ´の関係が成立するように構成されていると、最短距離Ｈ１´が大き過ぎてしまい、排気ガスの流量を微細に制御することが出来ない。
　図９は、幾つかの実施形態における弁体の外周部を拡大して示した図である。
　幾つかの実施形態では、図２、図３、図５、及び図９の（ａ）、（ｂ）に示すように、上述した凹み部３１２が、外周部３１に形成されたＲ形状からなる。
　このような実施形態によれば、開弁状態において通過領域Ｒを通過する排気ガスがＲ形状に沿って滑らかに流れるため、排気ガスの圧力損失を小さくすることが出来る。
　幾つかの実施形態では、図９の（ｂ）に示すように、上述した凹み部３１２が、外周部３１に形成された平坦形状からなる。
　このような実施形態によれば、凹み部３１２が外周部３１に形成された平坦形状からなる。このような平坦形状は、例えば、弁体３の外周部３１の隅部を切断加工するなどして簡単に形成することが出来るため、製造性に優れている。
　なお、図９（ａ）、（ｃ）に示した実施形態では、凹み部３１２は、弁体３の厚み方向における中心線ＣＬ２からシート面３１１にかけて形成されているが、本発明はこれに限定されない。図９（ｂ）に示すように、弁体３の回動中心Ｏを通過する回動中心線ＣＬ４からシート面３１１にかけて形成されていてもよく、特に限定されない。
　幾つかの実施形態では、図５に示すように、上述した弁体３が閉弁状態から開弁状態に移行するときに、弁体３の外周部３１が排気流路の下流側に向かって回動する側を一方側、弁体３の外周部３１が排気流路の上流側に向かって回動する側を他方側、とした場合に、他方側に位置する弁体３（３Ｂ）の外周部３１は、弁体３の厚み方向における中心線ＣＬ２よりもシート面３１１と反対側の側面３１３がＲ形状に形成されている。
　他方側に位置する弁体３（３Ｂ）では、外周部３１のシート面３１１は下流側に配向され、外周部３１のシート面３１１と反対側は上流側に配向される。よって、このような実施形態によれば、外周部３１のシート面３１１と反対側の側面３１３がＲ形状に形成されていることで、開弁状態において上流側から通過領域Ｒに向かって流れる排気ガスがＲ形状に沿って滑らかに流れるため、排気ガスの圧力損失を小さくすることが出来る。
　幾つかの実施形態では、図２、図３に示すように、上述した流路面４２が、弁棒２の中心軸線ＣＬ１に対して直交する方向の断面視において、弁体３が全閉状態にあるときに弁体３との距離が最短距離Ｈ１となる所定位置４２ａから端部４２ｂに至るまで、排気流路の軸方向ＡＤに対して平行な平行面からなる。
　このような実施形態によれば、流路面４２が、排気流路の軸方向ＡＤに対して平行な平行面からなる。このため、流路面４２に対して特別な加工などを施す必要がないことから、弁ハウジング４の製造性に優れている。
　幾つかの実施形態では、図４に示すように、上述した流路面４２が、弁棒２の中心軸線ＣＬ１に対して直交する方向の断面視において、弁体３が全閉状態にあるときに弁体３との距離が最短距離Ｈ１となる所定位置４２ａから端部４２ｂに向かって外向きに直線状に延在する、排気流路の軸方向ＡＤに対して傾斜する傾斜面からなる。
　このような実施形態によれば、弁体３が回動したときに、弁体３の外周部３１と流路面４２とが接触するのを確実に防止することが出来る。したがって、図４に示すように、弁体３の外周部３１に上述した凹み部３１２が形成されていなくても、上述した最短距離Ｈ１を設計限界近くまで小さくすることが出来、弁体３の開度が０度から上述したα度までの間において、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。
　幾つかの実施形態では、図５に示すように、上述した流路面４２が、弁棒２の中心軸線ＣＬ１に対して直交する方向の断面視において、弁体３が全閉状態にあるときに弁体３との距離が最短距離Ｈ１となる所定位置４２ａから端部４２ｂに向かって内向きに曲線状に延在する曲面からなる。
　このような実施形態によれば、弁体３が回転したときに、図２～図４に示した実施形態と比べて、弁体３の外周部３１と流路面４２との最短距離Ｈを、弁体３の開度が０度から上述したα度までの間に亘って小さくすることが出来る。これにより、弁体３の開度が０度から上述したα度までの間において、排気ガスの流量を微細に制御することが出来る。
　幾つかの実施形態では、図５に示すように、上述した流路面４２が、弁体３が全閉状態から所定の開弁状態に至るまでの間、弁体３と流路面４２との最短距離Ｈが一定距離に維持されるように構成される。
　このように、弁体３と流路面４２との最短距離Ｈが一定距離に維持されている場合でも、エンジン回転数の増加に伴って通過領域Ｒを通過する排気ガスの流量は増加する。したがって、このような実施形態によれば、弁体３の開度が０度から上述したα度までの間において、排気ガスの流量を極めて微細に制御することが出来る。
　幾つかの実施形態では、図２～図５に示すように、上述した弁棒２の中心軸線ＣＬ１に対して直交する方向の断面視において、弁体３の回動中心Ｏが、弁体３の高さ方向における中心線ＣＬ３に対して偏心するように構成される。
　このような実施形態によれば、弁体３の偏心位置および偏心量を適切に設定することで、シール性の向上や、弁体３を開弁するときのバルブ制御性の向上を実現することが出来る。
　幾つかの実施形態では、図２～図５に示すように、弁体３が閉弁状態から開弁状態に移行するときに、弁体３の外周部３１が排気流路の下流側に向かって回動する側を一方側、弁体の前記外周部が排気流路の上流側に向かって回動する側を他方側、とした場合に、弁体３の回動中心Ｏが、弁体３の高さ方向における中心線ＣＬ３よりも一方側に位置するように構成される。
　図示した実施形態では、回動中心Ｏは、中心線ＣＬ３よりも距離ｄｖだけ一方側に位置している。
　このような実施形態によれば、弁体３を弁座シート面４１に押し付ける方向の回転モーメントが弁体３に作用する。よって、全閉状態における気密性が高まり、弁体３のシール性を向上させることが出来る。また、このような実施形態であっても、従来のフラップ弁タイプの排気流量制御弁と比べて、弁体３を開閉するアクチュエータの出力を小さくすることが出来る。
　幾つかの実施形態では、図３に示すように、弁体３が閉弁状態から開弁状態に移行するときに、弁体３の外周部３１が排気流路の下流側に向かって回動する側を一方側、弁体３の外周部３１が排気流路の上流側に向かって回動する側を他方側、とした場合に、弁棒２の中心軸線ＣＬ１に対して直交する方向の断面視において、回動中心Ｏは、一方側の弁体３（３Ａ）の厚み方向における中心線ＣＬ２ａよりも排気流路の下流側に位置するように構成され、且つ、他方側の弁体３（３Ｂ）の厚み方向における中心線ＣＬ２ｂよりも排気流路の上流側に位置するように構成される。
　図示した実施形態では、回動中心Ｏは、一方側の弁体３（３Ａ）の厚み方向における中心線ＣＬ２ａよりもｄｈ１だけ下流側に位置し、且つ、他方側の弁体３（３Ｂ）の厚み方向における中心線ＣＬ２ｂよりもｄｈ２だけ上流側に位置している。
　このような実施形態によれば、弁体３の回動中心Ｏを、一方側の弁体３（３Ａ）の厚み方向における中心線ＣＬ２ａよりも下流側に偏心させることで、弁体３の回動中心Ｏを下流側に偏心させない場合と比べて、製造公差等に影響されることなく、一方側の弁体３（３Ａ）を確実に弁座シート面４１に当接させることが出来る。また、弁体３の回動中心Ｏを、他方側の弁体３（３Ｂ）の厚み方向における中心線ＣＬ２ｂよりも上流側に偏心させることで、弁体３の回動中心Ｏを上流側に偏心させない場合と比べて、製造公差等に影響されることなく、他方側の弁体３（３Ｂ）を確実に弁座シート面４１に当接させることが出来る。
　図１０は、本発明の一実施形態にかかる２段過給システムを示すブロック構成図である。
　本発明の一実施形態にかかる２段過給システム１０は、図１０に示すように、エンジン１１と、エンジン１１から排出される排気ガスが導入される排気マニホールド１２と、排気マニホールド１２から排出される排気ガスが流れる排気系統１３と、排気マニホールド１２から排出される排気ガスにより駆動するように構成された高圧段タービン１４１を有する高圧段過給機１４と、高圧段過給機１４よりも排気系統１３の下流側に配置され、高圧段過給機１４から排出される排気ガスによって駆動するように構成された低圧段タービン１５１を有する低圧段過給機１５と、上述した実施形態にかかる排気流量制御弁１とを備える。
　そして、上述した排気系統１３は、高圧段タービン１４１を迂回して、排気マニホールド１２と高圧段タービン１４１の下流側とを接続する高圧側バイパス流路１３２を含む。そして、上述した排気流量制御弁１は、高圧側バイパス流路１３２を流れる排気ガスの流量を制御する高圧段タービンバイパスバルブ（排気フロー制御バルブ）１７として構成される。
　このような実施形態によれば、高圧段タービン１４１に供給される排気ガスの流量を制御する高圧段タービンバイパスバルブ１７を、上述した実施形態にかかる排気流量制御弁１によって構成した２段過給システム１０を提供することが出来る。
　また、本発明の一実施形態にかかる２段過給システム１０は、図１０に示すように、エンジン１１と、エンジン１１から排出される排気ガスが導入される排気マニホールド１２と、排気マニホールド１２から排出される排気ガスが流れる排気系統１３と、排気マニホールド１２から排出される排気ガスにより駆動するように構成された高圧段タービン１４１を有する高圧段過給機１４と、高圧段過給機１４よりも排気系統１３の下流側に配置され、高圧段過給機１４から排出される排気ガスによって駆動するように構成された低圧段タービン１５１を有する低圧段過給機１５と、上述した実施形態にかかる排気流量制御弁１とを備える。
　そして、上述した排気系統１３は、低圧段タービン１５１を迂回して、高圧段タービン１４１の下流側と低圧段タービン１５１の下流側とを接続する低圧側バイパス流路１３１を含む。そして、上述した排気流量制御弁１は、低圧側バイパス流路１３１を流れる排気ガスの流量を制御する低圧段タービンバイパスバルブ（ウェイストゲートバルブ）１６として構成される。
　このような実施形態によれば、低圧段タービン１５１に供給される排気ガスの流量を制御する低圧段タービンバイパスバルブ１６を、上述した実施形態にかかる排気流量制御弁１によって構成した２段過給システム１０を提供することが出来る。
　図示した実施形態において、高圧段過給機１４は、高圧段タービン１４１に同軸駆動される高圧段コンプレッサ１４２を備えている。低圧段過給機１５は、低圧段タービン１５１に同軸駆動される低圧段コンプレッサ１５２を備えている。エンジン１１から排出される排気ガスは、排気マニホールド１２に集められ、排気流路１３３を介して高圧段タービン１４１に供給される。高圧段タービン１４１に供給された排気ガスは、高圧段タービン１４１の下流側に接続される排気流路１３４を介して、排気流路１３５に排出される。排気流路１３５に排出された排気ガスは、低圧段タービン１５１に供給される。低圧段タービン１５１に供給された排気ガスは、低圧段タービン１５１の下流側に接続される排気流路１３６に排出される。
　また、排気マニホールド１２と、排気流路１３５とは、上述した高圧側バイパス流路１３２を介して接続されている。排気流路１３５と排気流路１３６とは、上述した低圧側バイパス流路１３１を介して接続されている。そして、低圧側バイパス流路１３１には、上述した低圧段タービンバイパスバルブ１６が配置されている。また、高圧側バイパス流路１３２には、上述した高圧段タービンバイパスバルブ１７が配置されている。
　低圧段タービンバイパスバルブ１６が開弁状態にあると、排気流路１３４を流れる排気ガスの殆どは低圧段タービン１５１を迂回して低圧側バイパス流路１３１に流入する。低圧段タービンバイパスバルブ１６が全閉状態にあると、排気流路１３４を流れる排気ガスは排気流路１３５を流れて低圧段タービン１５１へと供給される。低圧側バイパス流路１３１を流れる排気ガスの流量は、この低圧段タービンバイパスバルブ１６の開度によって制御することができる。
　同様に、高圧段タービンバイパスバルブ１７が開弁状態にあると、排気マニホールド１２に集められた排気ガスの殆どは高圧段タービン１４１を迂回して高圧側バイパス流路１３２に流入する。高圧段タービンバイパスバルブ１７が全閉状態にあると、排気マニホールド１２に集められた排気ガスは排気流路１３３を流れて高圧段タービン１４１へと供給される。第２バイパス流路１３２を流れる排気ガスの流量は、この高圧段タービンバイパスバルブ１７の開度によって制御することができる。
　なお、図１０において、符号１８は吸気系統であり、吸気流路１８１～１８５と、吸気マニホールド１８６からなる。低圧段コンプレッサ１５２は、エアクーラ１８７から供給される吸気を加圧し、吸気流路１８１、１８３を介して、高圧段コンプレッサ１４２へと供給する。また、高圧段コンプレッサ１４２をバイパスする吸気流路１８２には、吸気流路１８２を流れる吸気流量を制御するためのコンプレッサバイパス弁１９が配置されている。高圧段コンプレッサ１４２により加圧された吸気、又は高圧段コンプレッサ１４２をバイパスして吸気流路１８２を流れた吸気は、吸気流路１８５を介して、吸気マニホールド１８６へと供給される。また、吸気流路１８５には、インタークーラ１８８は配置されている。
　図１１は、本発明の一実施形態にかかる２段過給システムにおけるエンジン回転数とエンジントルクの関係を示した図である。図１１に示す（ａ）の領域では、高圧段過給機１４および低圧段過給機１５の両方を駆動させる２段過給（完全２段過給）を行うことで、エンジンの低速トルクの向上と過渡特性において有利となる。このため、高圧段タービンバイパスバルブ１７および低圧段タービンバイパスバルブ１６は、夫々全閉状態に制御される。図１１に示す（ｂ）の領域では、低圧段過給機１５を駆動させるとともに、高圧段過給機１４に供給される排気ガスの流量を制御することで、高圧段過給機１４の駆動を制御する可変２段過給が行われる。この可変２段過給では、低圧段タービンバイパスバルブ１６は全閉状態とし、高圧段タービンバイパスバルブ１７の開度を調整することで、高圧段過給機１４に供給される排気ガスの流量をエンジン１１の目標出力に応じて変化させる。
　また、図１１に示す（ｃ）の領域ではエンジン回転数が高いため、排気ガスを高圧段過給機１４からバイパスさせて低圧段過給機１５による１段過給を行うことで、２段過給を行うよりもエンジンの背圧を低減させることができ、マッチングの自由度が高い安定運転が実現される。このため、高圧段タービンバイパスバルブ１７は全開状態とし、低圧段タービンバイパスバルブ１６は全閉状態とする。また、エンジン１１の高速運転域において、エンジン１１がオーバーブーストを起こす虞がある場合には（図１１に示す（ｄ）の領域）、高圧段ターボバイパスバルブ１７は全開状態とし、低圧段タービンバイパスバルブ１６の開度を調整することで、低圧段過給機１５に供給される排気ガスの流量を減少させるような制御が行われる。
　このように、本発明の一実施形態にかかる２段過給システム１０によれば、高圧段タービンバイパスバルブ１７および低圧段タービンバイパスバルブ１６の少なくとも何れか一方を上述した実施形態にかかる排気流量制御弁１によって構成することで、図１１に示す（ｂ）や（ｄ）の領域において、排気ガスの流量を微細に制御することが可能となる。
　図１２は、本発明の一実施形態にかかる２段過給システムを示した正面図である。図１３は、図１２におけるＡ方向矢視図である。図１４は、図１２のａ－ａ位置における断面図である。図１５は、図１４のｂ－ｂ位置における断面図である。
　本発明の一実施形態にかかるタービン過給機は、図１２～図１５に示すように、例えば、高圧段タービン１４１と、高圧段タービン１４１を収容する高圧段タービンハウジング１４１ｈと、高圧段タービン１４１に供給される排気ガスの流量を制御するための高圧段タービンバイパスバルブ１７とを備える、２段過給システム１０における高圧段過給機１４である。
　図１５に示すように、高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部には、高圧段タービン１４１に排気ガスを導くためのスクロール流路２２と、高圧段タービン１４１に供給された排気ガスを高圧段タービンハウジング１４１ｈの外部に排出するための出口流路２６とが形成される。すなわち、スクロール流路２２は、高圧段タービン１４１の上流側に位置し、出口流路２６は、高圧段タービン１４１の下流側に位置している。そして更に、高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部には、高圧段タービン１４１を迂回して、スクロール流路２２と出口流路２６とを接続する低圧側バイパス流路１３２が形成されている。
　図１６は、タービンハウジングの内部に配置されたタービンバイパスバルブを拡大して示した断面図である。図１６に示すように、高圧段タービンバイパスバルブ１７は、弁棒２と、弁棒２を軸として回動する平板状の弁体３と、高圧側バイパス流路１３２の一部を内部に画定する筒状の弁ハウジング４であって、弁体３の開度が０度である閉弁状態において、弁体３の外周部３１が当接する、高圧側バイパス流路１３２の軸方向ＡＤと交差する方向に沿って延在する弁座シート面４１、及び弁体３の開度が０度より大きい開弁状態において、弁体３の外周部３１との間に排気ガスが通過する通過領域Ｒを画定する、高圧側バイパス流路１３２の軸方向ＡＤに沿って延在する流路面４２が内周面に形成されている弁ハウジング４を含む。そして、本発明の一実施形態にかかる高圧段過給機１４では、弁ハウジング４が、高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部において、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓに固定される。
　図１６に示した実施形態では、高圧段タービンバイパスバルブ１７は、上述した図３に示した実施形態にかかる排気流量制御弁１と同様の構成を有している。しかしながら、本発明の一実施形態にかかる高圧段タービンバイパスバルブ１７はこれに限定されず、上述した図２、図４、及び図５に示す実施形態と同様の構成を有していてもよい。
　このような実施形態によれば、高圧段タービンバイパスバルブ１７が、いわゆるバタフライ弁タイプのタービンバイパスバルブとして構成される。したがって、従来のフラップ弁タイプの高圧段タービンバイパスバルブと比べて、弁体３を小出力で開閉可能なため、高圧段アクチュエータ１７Ａを小型化することが出来る。
　また、このような実施形態によれば、高圧段タービン１４１を迂回する高圧側バイパス流路１３２が高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部に形成されるとともに、高圧段タービンバイパスバルブ１７が、高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部に配置される。このため、高圧側バイパス流路１３２を高圧段タービンハウジング１４１ｈの外部に形成し、高圧段タービンバイパスバルブ１７を高圧段タービンハウジング１４１ｈの外部に配置する場合と比べて、高圧段過給機１４をコンパクトに構成することが出来る。
　なお、図１２～図１５において、符号１４１ｈａは高圧段タービンハウジング１４１ｈの入口フランジ部を、符号１４１ｈｂは高圧段タービンハウジング１４１ｈの出口フランジ部を示している。同様に、符号１５１ｈａは低圧段タービンハウジング１５１ｈの入口フランジ部を、符号１５１ｈｂは低圧段タービンハウジング１５１ｈの出口フランジ部を示している。符号１４２ｈは、高圧段コンプレッサ１４２を収容する高圧段コンプレッサハウジング、符号１５２ｈは、低圧段コンプレッサ１５２を収容する低圧段コンプレッサハウジングである。また、符号１６Ａは、低圧段タービンバイパスバルブ１６を開閉するための低圧段アクチュエータである。
　また、図１４～図１６においては、２段過給システム１０における高圧段過給機１４のタービンハウジング１４ｈの内部に、高圧段タービンバイパスバルブ１７（排気流量制御弁１）を配置した場合を示しているが、低圧段過給機１５のタービンハウジング１５ｈの内部に、低圧段タービンバイパスバルブ１６（排気流量制御弁１）を配置した場合も、基本的には同様に説明されるものである。すなわち、本発明の一実施形態にかかるタービン過給機は、低圧段タービン１５１と、低圧段タービン１５１を収容する低圧段タービンハウジング１５１ｈと、低圧段タービン１５１に供給される排気ガスの流量を制御するための低圧段タービンバイパスバルブ１６とを備える、２段過給システム１０における低圧段過給機１５であってもよい。また、本発明の一実施形態にかかるタービン過給機は、２段過給システム１０に用いられるタービン過給機以外にも、一つのターボ過給機を備える単段過給システムに用いられるタービン過給機であってもよいものである。
　幾つかの実施形態では、上述した実施形態にかかる高圧段過給機１４（タービン過給機）において、図１６に示すように、上述した弁ハウジング４は、弁座シート面４１および流路面４２が内周面に一体的に形成された筒状の着座部４Ａを含む。そして、着座部４Ａが、高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部において、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓに固定される。着座部４Ａを高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓに固定する方法としては、例えば、圧入、焼嵌め、冷嵌めなどの各種方法が挙げられる。
　このような実施形態によれば、弁ハウジング４が、弁座シート面４１および流路面４２が内周面に一体的に形成された筒状の着座部４Ａを含む。このため、弁ハウジング４と、弁座シート面４１および流路面４２とが、夫々別体に形成されている場合と比べて、組み立て性に優れている。
　幾つかの実施形態では、上述した実施形態にかかる高圧段過給機１４（タービン過給機）において、図１６に示すように、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓには、平坦面１４１ｈｓ１と、平坦面１４１ｈｓ１の上流端から内側に向かって延在する段部１４１ｈｓ２とが形成される。そして、上述した着座部４Ａが、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓ１に固定された状態において、着座部４Ａの一端面４Ａａと段部１４１ｈｓ２とが当接するように構成される。
　このような実施形態によれば、高圧段タービンハウジング１４１ｈの出口フランジ部１４１ｈｂの開口端１４１ｈｏから高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部に着座部４Ａを挿入する際に、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓ１に形成される段部１４１ｈｓ２に当接するまで着座部４Ａを挿入すればよく、着座部４Ａの位置決めが容易であり、着座部４Ａの装着性に優れている。
　幾つかの実施形態では、上述した実施形態にかかる高圧段過給機１４（タービン過給機）において、図１６に示すように、上述した高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓには、段部１４１ｈｓ２よりも上流側の位置に、上流側から下流側に向かって内部断面を拡幅する拡幅部１４１ｈｓ３が形成される。そして、弁体３が閉弁状態から開弁状態に移行するときに、弁体３の外周部３１が高圧側バイパス流路１３２の下流側に向かって回動する側を一方側（図１６において上側）、弁体３の外周部３１がバイパス流路１３２の上流側に向かって回動する側（図１６において下側）を他方側、とした場合に、他方側に位置する弁体３の外周部３１が、拡幅部１４１ｈｓ４を通過するように構成される。
　図示した実施形態では、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓには、段部１４１ｈｓ２よりも上流側の位置に、上流側から下流側に向かって外側に直線状に延在するテーパー面１４１ｈｓ４が形成されており、これにより内部断面を拡幅する拡幅部１４１ｈｓ３が形成されている。なお、テーパー面１４１ｈｓ４に代えて、円弧形状を有する円弧部などによって拡幅部１４１ｈｓ３が形成されていてもよい。
　このような実施形態によれば、高圧側バイパス流路１３２の内周壁面１４１ｈｓにおける段部１４１ｈｓ２よりも上流側の位置に、上流側から下流側に向かって内部断面を拡幅する拡幅部１４１ｈｓ３が形成される。これにより、内部断面の大きさが異なる部分を排気ガスが流れる際の圧力損失を低減することが出来る。また、他方側（図１６において下側）に位置する弁体３の外周部３１が、拡幅部１４１ｈｓ４を通過するように構成することで、高圧側バイパス流路１３２の形状を小さくすることが出来、高圧段タービンハウジング１４１ｈ全体をコンパクトに構成することが出来る。
　また、本発明の少なくとも一実施形態にかかる２段過給システム１０は、上述した図１０に示すように、エンジン１１と、エンジン１１から排出される排気ガスが導入される排気マニホールド１２と、排気マニホールド１２から排出される排気ガスが流れる排気系統１３と、排気マニホールド１３から排出される排気ガスにより駆動するように構成された高圧段タービン１４１を有する高圧段過給機１４と、高圧段過給機１４よりも排気系統１３の下流側に配置され、高圧段過給機１４から排出される排気ガス１４１によって駆動するように構成された低圧段タービン１５１を有する低圧段過給機１５を備える２段過給システム１０である。そして、高圧段過給機１４が、上述した図１２～図１６に示した実施形態にかかるタービン過給機からなる。
　このような実施形態によれば、上述した図１２～図１６に示したように、高圧段タービン１４１を迂回する高圧側バイパス流路１３２が高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部に形成されるとともに、高圧段タービンバイパスバルブ１７が、高圧段タービンハウジング１４１ｈの内部に配置される。このため、高圧側バイパス流路１３２および高圧段タービンバイパスバルブ１７を高圧段タービンハウジング１４１ｈの外部に配置する場合と比べて、２段過給システム１０全体をコンパクトに構成することが出来る。
　また、このような実施形態によれば、高圧段タービンバイパスバルブ１７が、高圧側バイパス流路１３２の内部に配置される。このため、高圧段タービンバイパスバルブ１７が、排気マニホールド１２と高圧段タービンハウジング１４１ｈとの間に配置される従来の場合と比べて、高圧段タービンバイパスバルブ１７が下流側に配置されることから、高圧段タービンバイパスバルブ１７を通過する排気ガスの温度が低くなる。よって、従来の場合と比べて、熱変形による影響を受け難く、高圧段タービンバイパスバルブ１７の信頼性が向上する。また、従来の場合と比べて、高圧段タービンバイパスバルブ１７を構成する材料を耐熱性の低い安価な材料とすることが出来る。
　幾つかの実施形態では、図１０に示す２段過給システム１０において、低圧段過給機１５が、上述した図１２～図１６に示した実施形態にかかるタービン過給機と同様に構成される。
　すなわち、低圧段過給機１５は、図１２～図１３に示すように、低圧段タービン１５１と、低圧段タービン１５１を収容する低圧段タービンハウジング１５１ｈと、低圧段タービン１５１に供給される排気ガスの流量を制御するための低圧段タービンバイパスバルブ１６とを備える。低圧段タービンハウジング１５１ｈの内部には、図１５に示した高圧段タービンハウジング１４１ｈと同様に、低圧段タービン１５１に排気ガスを導くためのスクロール流路２２と、低圧段タービン１５１に供給された排気ガスを低圧段タービンハウジング１５１ｈの外部に排出するための出口流路２６と、低圧段タービン１５１を迂回して、スクロール流路２２と出口流路２６とを接続する低圧側バイパス流路１３１とが形成される。
　また、低圧段タービンバイパスバルブ１６は、図１６に示した高圧段タービンバイパスバルブ１７と同様に、弁棒２と、弁棒２を軸として回動する平板状の弁体３と、低圧側バイパス流路１３１の一部を内部に画定する筒状の弁ハウジング４であって、弁体３の開度が０度である閉弁状態において、弁体３の外周部３１が当接する、低圧側バイパス流路１３１の軸方向ＡＤと交差する方向に沿って延在する弁座シート面４１、及び弁体３の開度が０度より大きい開弁状態において、弁体３の外周部３１との間に排気ガスが通過する通過領域Ｒを画定する、低圧側バイパス流路１３１の軸方向ＡＤに沿って延在する流路面４２が内周面に形成されている弁ハウジング４を含んでいる。そして、上述した弁ハウジング４が、低圧段タービンハウジング１５１ｈの内部において、低圧側バイパス流路１３１の内周壁面１４１ｈｓに固定される。
　このような実施形態によれば、高圧段過給機１４、および低圧段過給機１５の両方が、上述したような、タービンハウジングの内部にタービンバイパスバルブが配置されたターボ過給機からなる。このため、高圧側バイパス流路１３２、低圧側バイパス流路１３１および高圧段タービンバイパスバルブ１７、低圧段タービンバイパスバルブ１６の夫々を高圧段タービンハウジング１４１ｈおよび低圧段タービンハウジング１５１ｈの外部に配置する場合と比べて、２段過給システム１０全体をコンパクトに構成することが出来る。
　以上、本発明の好ましい形態について説明したが、本発明は上記の形態に限定されるものではなく、本発明の目的を逸脱しない範囲での種々の変更が可能である。
１　　　　　　　　排気流量制御弁
２　　　　　　　　弁棒
３　　　　　　　　弁体
３１　　　　　　　外周部
３１１　　　　　　シート面
３１２　　　　　　凹み部
３１３　　　　　　側面
４　　　　　　　　弁ハウジング
４１　　　　　　　弁座シート面
４２　　　　　　　流路面
４２ａ　　　　　　所定位置
４２ｂ　　　　　　端部
４Ａ　　　　　　　着座部
４Ａａ　　　　　　一端面
４Ｂ　　　　　　　本体部
４Ｂａ　　　　　　ボルト孔
４Ｂｂ　　　　　　バイパス開口
４Ｂｃ　　　　　　接続流路開口
１０　　　　　　　過給システム
１１　　　　　　　エンジン
１２　　　　　　　排気マニホールド
１３　　　　　　　排気系統
１３１　　　　　　低圧側バイパス流路
１３２　　　　　　第２バイパス流路
１３３～１３６　　排気流路
１４　　　　　　　高圧段過給機
１４１　　　　　　高圧段タービン
１４１ｈ　　　　　高圧段タービンハウジング
１４１ｈａ　　　　入口フランジ部
１４１ｈｂ　　　　出口フランジ部
１４１ｈｏ　　　　開口端
１４１ｈｓ　　　　内周壁面
１４１ｈｓ１　　　平坦面
１４１ｈｓ２　　　段部
１４１ｈｓ３　　　拡幅部
１４１ｈｓ４　　　テーパー面
１４２　　　　　　高圧段コンプレッサ
１４２ｈ　　　　　高圧段コンプレッサハウジング
１５　　　　　　　低圧段過給機
１５１　　　　　　低圧段タービン
１５１ｈ　　　　　低圧段タービンハウジング
１５１ｈａ　　　　入口フランジ部
１５１ｈｂ　　　　出口フランジ部
１５１ｈｏ　　　　開口端
１５１ｈｓ　　　　内周壁面
１５１ｈｓ１　　　平坦面
１５１ｈｓ２　　　段部
１５１ｈｓ３　　　拡幅部
１５１ｈｓ４　　　テーパー面
１５２　　　　　　低圧段コンプレッサ
１５２ｈ　　　　　低圧段コンプレッサハウジング
１６　　　　　　　低圧段タービンバイパスバルブ（ウェイストゲートバルブ）
１６Ａ　　　　　　低圧段アクチュエータ
１７　　　　　　　高圧段タービンバイパスバルブ（排気フロー制御バルブ）
１７Ａ　　　　　　高圧段アクチュエータ
１８　　　　　　　吸気系統
１８１～１８５　　吸気流路
１８６　　　　　　吸気マニホールド
１８７　　　　　　エアクーラ
１８８　　　　　　インタークーラ
１９　　　　　　　コンプレッサバイパス弁
Ｒ　　　　　　　　通過領域

Claims (6)

  1. 　タービンと、
    　前記タービンを収容するタービンハウジングと、
    　前記タービンに供給される排気ガスの流量を制御するためのタービンバイパスバルブと、を備えるタービン過給機であって、
    　前記タービンハウジングの内部には、
    　前記タービンに前記排気ガスを導くためのスクロール流路と、
    　前記タービンに供給された前記排気ガスを前記タービンハウジングの外部に排出するための出口流路と、
    　前記タービンを迂回して、前記スクロール流路と前記出口流路とを接続するバイパス流路と、が形成され、
    　前記タービンバイパスバルブは、
    　弁棒と、
    　前記弁棒を軸として回動する平板状の弁体と、
    　前記バイパス流路の一部を内部に画定する筒状の弁ハウジングであって、
    　　前記弁体の開度が０度である閉弁状態において、前記弁体の外周部が当接する、前記バイパス流路の軸方向と交差する方向に沿って延在する弁座シート面、及び
    　　前記弁体の開度が０度より大きい開弁状態において、前記弁体の前記外周部との間に前記排気ガスが通過する通過領域を画定する、前記バイパス流路の前記軸方向に沿って延在する流路面、
    が内周面に形成されている弁ハウジングと、を含み、
    　前記弁ハウジングが、前記タービンハウジングの内部において、前記バイパス流路の内周壁面に固定される
    タービン過給機。
  2. 　前記弁ハウジングは、前記弁座シート面および前記流路面が内周面に一体的に形成された筒状の着座部を含み、
    　前記着座部が、前記タービンハウジングの内部において、前記バイパス流路の内周壁面に固定される
    請求項１に記載のタービン過給機。
  3. 　前記バイパス流路の内周壁面には、平坦面と、前記平坦面の上流端から内側に向かって延在する段部とが形成され、
    　前記着座部が、前記バイパス流路の内周壁面に固定された状態において、前記着座部の一端面と前記段部とが当接するように構成される
    請求項２に記載のタービン過給機。
  4. 　前記バイパス流路の内周壁面には、前記段部よりも上流側の位置に、上流側から下流側に向かって内部断面を拡幅する拡幅部が形成され、
    　前記弁体が前記閉弁状態から前記開弁状態に移行するときに、前記弁体の前記外周部が前記バイパス流路の下流側に向かって回動する側を一方側、前記弁体の前記外周部が前記バイパス流路の上流側に向かって回動する側を他方側、とした場合に、
    　前記他方側に位置する前記弁体の前記外周部が、前記拡幅部を通過するように構成される
    請求項３に記載のタービン過給機。
  5. 　エンジンと、
    　前記エンジンから排出される排気ガスが導入される排気マニホールドと、
    　前記排気マニホールドから排出される前記排気ガスが流れる排気系統と、
    　前記排気マニホールドから排出される前記排気ガスにより駆動するように構成された高圧段タービンを有する高圧段過給機と、
    　前記高圧段過給機よりも前記排気系統の下流側に配置され、前記高圧段過給機から排出される前記排気ガスによって駆動するように構成された低圧段タービンを有する低圧段過給機と、を備える２段過給システムであって、
    　前記高圧段過給機が、請求項１から４の何れか一項に記載のタービン過給機からなる
    ２段過給システム。
  6. 　前記低圧段過給機が、請求項１から４の何れか一項に記載のタービン過給機からなる
    請求項５に記載の２段過給システム。
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